【文章內(nèi)容簡介】 內(nèi)呈整體流動，因而較小的機槽空間可以輸送大量的物料，設備的外形尺寸也相應較小。 鏈式輸送機借助物料內(nèi)磨擦力進行輸送，輸送鏈與機殼無磨擦運動。在同等輸送量和較長輸送距離的條件下， 鏈式運輸機 的電力消耗比螺旋輸送機低 40%左右。 輸送鏈上的滾子在導軌上滾動，輸送鏈與機殼無磨擦。鏈條采用合金鋼熱處理加工制成，其正常使用壽命 3 年左右，運行中故障率低。 由于鏈式運輸機具有諸多優(yōu)點， 除用于果蔬的運輸外配合其它裝置 被廣泛的運用到機械 、 輕工 、 郵政 、 運輸 、 醫(yī)療 、 牧業(yè) 、 木業(yè) 、 家具 、 汽車 、 摩托車 、 釀酒 、 飲料 、 電子電器 、 食品 、 塑膠 、 化工 、 煙草等各行各業(yè)中。 該設計為果蔬鏈 式運輸機，主要適用于大型果蔬制品企業(yè)，可實現(xiàn)其操作的半自動化，既保證了產(chǎn)品質(zhì)量又提高了工作效率 ，深受眾多生產(chǎn)企業(yè)的青睞，目前已廣泛應用到果蔬制品加工領域。 該設計主要對鏈式運輸機的電動機、減速器、傳動鏈、軸、聯(lián)軸器、鍵、軸承等部件進行了設計與選擇。鑒于本人水平有限，該設計中難免存在不妥之處，懇請老師批評指正。 2 2 設計要求 要 求 滾 筒 傳 動 帶 速 度 v=， 輸 出 功 率 P=6Kw ， 即 工 作 轉 速 要 求 為nw=Dv?60?=， 能夠基本實現(xiàn)鏈式運輸機的高速運送。 3 設計方案 方案的比較 方案一：減速器采用齒輪傳動 齒輪傳動能保證恒定的傳動比，適用的功率和速度范圍廣，效率高，但制造及安裝精度要求較高，成本高。 方案二：減速器采用蝸桿傳動 蝸桿傳動的傳動比大，傳動平穩(wěn)，但其傳動功率低，發(fā)熱量大，而閉式傳動長期連續(xù)工作時必須考慮散熱問題，且其傳遞功率小，通常不超過 5Kw。 綜合比較以上兩種方案，選擇方案一較為合適。另外由于斜齒圓柱齒輪軸承的組合設計較為復雜，所以選用直齒圓柱齒輪傳動。 3 裝置圖及其工作原理 圖 1 果蔬鏈式運輸機 1電動機 2聯(lián)軸器 3齒輪減速器 4傳動鏈 5卷筒 6運輸帶 4 設計內(nèi)容 選擇電動機，確定各軸的運動和動力參數(shù) 求電動機的輸出功率 （ 1）確定傳動裝置的總效率η 聯(lián)軸器 1? = 圓柱閉式齒輪 2? =（ 2 對） 傳動鏈 3? = 軸承 4? =（ 4 對） 傳動滾筒 5? = 則η =1? 22? 3? 44? 5? = 4 （ 2）計算需要電動機輸出的功率 dP =?WP= 6= 選擇電動機的型號，計算總傳動比 （ 1）由上分析可選擇電動機型號為 Y160M1(參見于《新編機械設計手冊 》 ) 額定功率 P=11Kw，滿載轉速 1460r/min，最大轉矩 （ 2）計算總傳動比 39。i =wdnn =14609172 = （ 3）分配總傳動比，計算各軸的運動和動力參數(shù) 見表一 表 1 各軸的運動和動力參數(shù) 軸號 輸入功率 轉矩 轉速 傳動比 電動機軸 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 1460 1460 齒輪的選擇與校核 高速級齒輪 傳遞功 率 P=,輸出軸轉速1n=1460r/min,傳動比 i= 一般減速器對傳動尺寸無特殊限制，采用軟齒面?zhèn)鲃? 小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，齒面平均硬度 240HBS； 大齒輪選用 45 鋼正火，齒面平均硬度 200HBS， 這是閉式軟齒面齒輪傳動，故先按接觸疲勞強度設計，再校核其疲勞強度。 5 計算與說明 主要結果 1 按齒面接觸疲勞強度設計 (1)許用接觸應力 極限應力 σ Hlim=+380 安全系數(shù) 取 許用接觸應力 [σ ]H=σ Hlim/ SH 取 [σ ]H [σ ]H2 中較小者代入 計算公式 (2)計算小齒輪分度圓直徑 小齒輪轉矩 T1= 610nP1= 610 Nmm 齒寬系數(shù) 齒輪相對軸承非對稱布置，取 載荷系數(shù) 工作平穩(wěn)，軟齒面齒輪，取 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 標準直齒圓柱齒輪傳動 彈性系數(shù) 查 彈性系數(shù) ZE表 小齒輪計算直徑 1d ≥ 3 12 )1(2)][( iiKTZZdHHE ??? = 齒數(shù) 取 z2=iz1= 40 模數(shù) m=d1/z1=分度圓直徑 d1= 40mm=60mm σ Hlim1=589MPa σ Hlim2=554 MPa SH=1 [σ ]H1=589 MPa [σ ]H2=554 Mpa T1= 410 Nmm ψ d=1 K= ZH= ZE= MPa z1=40 z2=15 m= d1=60mm 6 d2= 150mm=225mm 中心距 a= (d1+d2)= b=ψ dd1=1 60mm=60mm 取 b2=b b1=b+5~10mm 頂圓直徑 da1=m(z1+2)= (40+2)=63mm da2=m(z2+2)= (150+2)=228mm 根圓直徑 df1=m()= ()= df2=m（ ） = （ ） = 齒距 p=π m= 齒厚 s== (1)許用齒根應力 極限應力 σ Flim=+275 安全系數(shù) 取 許用齒根應力 F][? =σ Flim/SF (2)驗算齒根應力 復合齒形系數(shù) 查 復合齒形系數(shù) YFS表 齒根應力 1F? = 1112 FSYbmdKT d2=225mm a= b=60mm b2=60mm b1=78mm da1=63mm da2=228mm df1= df2= p= s= σ Flim1=443 Mpa σ Flim2=415 Mpa SF== 1][ F? =316 Mpa 2][ F? =296 Mpa YFS1= YFS2= 7 低速級齒輪 功率 P=，輸入軸轉速 n2=，傳動比 i2=， 小齒輪選用 45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面平均硬度 240HBS。 大齒輪選用 45鋼，正火，齒面平均硬度 200HBS， 先按接觸疲勞強度設計，再校核其彎曲疲勞強度 計算與說明 主要結果 1 按齒 面接觸疲勞強度設計 (1)許用接觸應力 極限應力 σ Hlim=+380 安全系數(shù) 取 許用接觸應力 [σ ]H=σ Hlim/ SH 取 [σ ]H [σ ]H2中較小者代入計算公式 (2)計算小齒輪分度圓直徑 小齒輪轉矩 T1= 6101nP =